UNIVERSIDADE FEDERAL DE SANTA CATARINA CENTRO DE JOINVILLE
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIAS DA MOBILIDADE CURSO DE ENGENHARIA AUTOMOTIVA
PEDRO PALMA PASTORELLI
ANÁLISE NUMÉRICA DA IMPLEMENTAÇÃO DE UM TURBOCOMPRESSOR EM MOTOR MONOCILÍNDRICO PARA COMPETIÇÃO FÓRMULA SAE
Joinville 2015
PEDRO PALMA PASTORELLI
ANÁLISE NUMÉRICA DA IMPLEMENTAÇÃO DE UM TURBOCOMPRESSOR EM MOTOR MONOCILÍNDRICO PARA COMPETIÇÃO FÓRMULA SAE
Monografia apresentada ao Centro de Joinville da Universidade Federal de Santa Catarina como requisito parcial para obtenção do título de Engenheiro Automotivo no Curso de Engenharia Automotiva.
Orientador:
Prof. Leonel R. Cancino, Dr. Eng.
Joinville 2015
PEDRO PALMA PASTORELLI
ANÁLISE NUMÉRICA DA IMPLEMENTAÇÃO DE UM TURBOCOMPRESSOR EM MOTOR MONOCILÍNDRICO PARA COMPETIÇÃO FÓRMULA SAE
Este trabalho de conclusão de curso foi julgado adequado para obtenção do Título de Engenheiro Automotivo e aprovado em sua forma final pelo Programa de Graduação em
Engenharia Automotiva da Universidade Federal de Santa Catarina.
Joinville, 4 de dezembro de 2015. _____________________________________
Prof. Leonel R. Cancino, Dr. Eng. Coordenador do Curso
Banca examinadora:
____________________________________ Prof. Leonel R. Cancino, Dr. Eng.
Orientador
Universidade Federal de Santa Catarina
____________________________________ Prof. Amir Antonio Martins Oliveira Junior, Ph.D
Universidade Federal de Santa Catarina
____________________________________ Julio Cesar Lodetti, MSc.
Volvo Powertrain
____________________________________ Prof. Rafael de Camargo Catapan, Dr. Eng.
AGRADECIMENTOS
Primeiramente a Deus pelas conquistas até o momento, mas peço a Ele que me dê sabedoria para conquistar muito mais.
Ao AVL, pela parceria criada com a Universidade e pelo fornecimento das licenças do software utilizado. Ao engenheiro Fillipe pelo auxílio durante meu aprendizado com o software.
Ao meu orientador, Leonel Rincon Cancino, por seu apoio e incentivo durante o planejamento e desenvolvimento deste trabalho e por ter viabilizado a parceria com o AVL.
Aos meus pais Paulo Roberto e Maria Cecília e à minha irmã Maria por sempre serem grandes parceiros na minha vida e por sempre estarem comigo nos momentos felizes, mas também nos tristes, me apoiando e incentivando para superar qualquer desafio.
À minha namorada Andressa, por ser minha companheira durante inúmeras horas de estudo, dedicação e simulação para a conclusão do curso e deste trabalho. Você sempre foi uma fonte segura de amor, alegria e confiança essenciais para eu vencer esta etapa.
Aos meus colegas da Equipe Fórmula CEM, fui muito feliz trabalhando com vocês. Essa equipe certamente terá todo o sucesso que merece. Fico orgulhoso de ter amigos como vocês. Ao professor Modesto e aos amigos Bruno, Rafael, Lucas e Marco, um grande agradecimento pela ajuda e companheirismo durante o desenvolvimento do projeto e deste trabalho. E aos colegas do setor de powertrain Alan, Marlon e Zeca, agradeço pelo incentivo e desejo sucesso na aplicação dos resultados deste trabalho.
“Horsepower sells cars, torque wins races”
RESUMO
Embora sejam amplamente utilizados em veículos de alta performance, motores de combustão interna possuem um rendimento de cerca de 30% do ponto de vista energético. Em competições, a diferença de rendimento entre motores pode determinar o vencedor. E em tempos de restrições governamentais cada vez mais rígidas, montadoras de todos os segmentos estão investindo em pesquisa e desenvolvimento para aumentar o rendimento de motores de combustão interna. Uma das tendências mais comuns atualmente é o downsizing, que significa o emprego de motores menores (porém sobrealimentados) no lugar de motores maiores e menos eficientes. Isso também é uma tendência em competições automobilísticas, como é o caso da Fórmula 1 e da competição estudantil Formula SAE, onde diversas equipes estão utilizando turbocompressores para aumentar a eficiência de seus motores. O objetivo deste trabalho foi a análise, por meio de simulação, dos benefícios da aplicação de um turbocompressor em um motor monocilíndrico que a Equipe Formula CEM da UFSC Joinville utiliza em seu protótipo. Primeiramente foi executado um estudo sobre a teoria por trás da sobrealimentação de MCI, e também estudos em diferentes softwares de simulação de motores. Com base nesses dados foi criado um modelo virtual representativo do motor em estudo. Um novo modelo modificado representou o motor em seu estado de competição enquanto o modelo final teve dois turbocompressores simulados para definição da melhor opção para essa aplicação. Resultados da simulação apontam ganhos de 13,8% de potência máxima e 19% de torque máximo em relação ao desempenho do motor original.
ABSTRACT
Although widely used in high performance vehicles, internal combustion engines operate on about a 30% energy conversion efficiency. In competitions, the small difference in engine efficiency can determine the winner. In times of ever-stricter government regulations, automakers of all segments are investing in research and development of new technologies in order to increase ICE efficiency. One of the tendencies today is the downsizing of engines, where smaller, turbocharged engines are replacing bigger and less efficient engines. This is also a tendency in motorsport, as Formula 1 recently brought back turbocharged engines in 2014 and, in Formula SAE, several teams are utilizing turbochargers to increase engine efficiency and performance output. The objective of this project is to analyze through simulation the benefits of utilizing a turbocharger on the single cylinder engine that team Formula CEM uses in its prototype. Firstly, a theory research was conducted about ICE supercharging and engine modeling software. Based on knowledge obtained from the research, a virtual model was created to replicate the behavior of the engine under study. Then, a modified model was created to represent the engine under competition limitations and this model was further modified to account for the turbocharger. Two turbocharger models were used in order to compare and choose the best option. Simulation results showed there was a 13.8% peak power gain, together with a 19% peak torque increase when compared to the original engine’s performance figures.
LISTA DE ILUSTRAÇÕES
Figura 1. Motor de combustão interna de ignição por centelha. ... 16
Figura 2. Operações de um ciclo Otto de 4 tempos. ... 17
Figura 3. Princípio de funcionamento de um dinamômetro. ... 18
Figura 4. Vista em corte e esquema de funcionamento de compressor tipo Lysholm. ... 20
Figura 5. Esquema de funcionamento de um turbocompressor automotivo. ... 21
Figura 6. Comparação de BMEP para diferentes esportivos e carros de competição. ... 24
Figura 7. Coeficiente de fluxo através de uma restrição com diâmetro d1. ... 26
Figura 8. Comparação entre três classes de modelos numéricos para cálculo dos fenômenos de combustão... 27
Figura 9. Comparação entre tempo computacional e nível de aprofundamento de modelos de combustão... 28
Figura 10. Dados de entrada do modelo simplificado do compressor. ... 33
Figura 11. Dados de entrada do modelo simplificado da turbina. ... 34
Figura 12. Curva da turbina para modelo GT0632SZ. ... 35
Figura 13. Mapa do compressor para modelo GT0632SZ. ... 35
Figura 14. Diagrama de válvulas utilizado no modelo. ... 38
Figura 15. Análise dos modelos de atrito. Potência a 9300rpm versus temperatura do óleo SAE 10W40... 39
Figura 16. Análise dos modelos de transferência de calor disponíveis no AVL BOOST. ... 40
Figura 17. Dados de entrada para o modelo Vibe de combustão no ambiente do BOOST. .... 41
Figura 18. Comparativo de desempenho entre motos de 450cc. ... 42
Figura 19. Modelo virtual do motor BMW G450X em sua configuração original de fábrica no ambiente do AVL BOOST. ... 42
Figura 20. Temperatura do óleo e fator de correção de atrito para o modelo virtual do motor BMW G450X. ... 43
Figura 21. Modelo virtual do motor BMW G450X com restrição na admissão conforme SAE (2014). ... 44
Figura 22. Modelo virtual do motor BMW G450X com turbocompressor. ... 45
Figura 23. Comparação entre a curva de torque original e os valores encontrados com o modelo no BOOST. ... 46
Figura 24. Resumo dos resultados de desempenho do modelo virtual representativo do motor BMW G450X em sua condição original de operação. ... 47 Figura 25. Resultado da simulação do modelo com restritor de admissão... 48 Figura 26. Comparação de resultados de torque ao freio entre os modelos virtuais
desenvolvidos no AVL BOOST. ... 48 Figura 27. Mapa do compressor do modelo GT0632SZ com os pontos de operação obtidos
através de simulação no AVL BOOST. ... 49 Figura 28. Resumo dos resultados de desempenho do modelo virtual representativo do motor
BMW G450X com GT0632SZ e com restrição de 20mm na admissão. ... 50 Figura 29. Resumo dos resultados de desempenho do modelo virtual representativo do motor
BMW G450X com MGT1238 e com restrição de 20mm na admissão. ... 50 Figura 30. Pontos de operação no mapa do compressor MGT1238. ... 51 Figura 31. Comparação entre valores de BMEP encontrados em simulação no AVL BOOST.
... 52 Figura 32. Resultados de consumo específico de combustível do motor BMW G450X em
diversas configurações. ... 53 Figura 33. Comparação da eficiência volumétrica entre os modelos simulados. ... 53 Figura 34. Pressão de boost simulada para cada modelo de turbocompressor. ... 54 Figura 35. Comparação entre vazão mássica dos compressores e velocidade do escoamento
LISTA DE TABELAS
Tabela 1. Dados necessários para o elemento “Cilindro” no AVL BOOST. ... 29
Tabela 2. Dados exigidos para cálculo da transferência de calor. ... 30
Tabela 3. Descrição dos modelos de combustão disponíveis no AVL BOOST. ... 31
Tabela 4. Dados de geometria inseridos no conjunto “Cilindro” no modelo. ... 38
Tabela 5. Valores inseridos para cálculo da transferência de calor. ... 39
Tabela 6. Dados comparativos entre os modelos de turbocompressor simulados. ... 45
Tabela 7. Resultados para modelo BMW G450X original. ... 55
Tabela 8. Resultados para modelo BMW G450X aspirado com restrição. ... 55
Tabela 9. Resultados para modelo BMW G450X com turbo GT0632SZ e restrição. ... 56
LISTA DE SIGLAS
APMS Antes do ponto morto superior
AVL Anstalt für Verbrennungskraftmaschinen List, Instituto List para Motores de
combustão interna
BMEP Brake mean effective pressure, pressão média efetiva ao freio
BSFC Brake specific fuel consumption, consumo específico ao freio
CFD Computational fluid dynamics, dinâmica de fluidos computacional
FMEP Friction mean effective pressure, pressão média efetiva de atrito
Mep Mean effective pressure, pressão média efetiva
MCI Motor de combustão interna
MP Measuring point, ponto de medição
PMS Ponto morto superior PMI Ponto morto inferior
LISTA DE SÍMBOLOS
𝑎 Parâmetro de combustão completa do modelo de Vibe
A/R Parâmetro do turbo
β Razão de diâmetros
𝐶 Coeficiente de fluxo
𝐶𝑑 Coeficiente de descarga
𝑚 Parâmetro de velocidade da liberação de calor do modelo de Vibe 𝑚̇𝑒 Vazão mássica da mistura ar-combustível
𝑁 Rotação do motor
Nr Número de voltas do virabrequim por ciclo completo
𝜂𝑣 Eficiência volumétrica
𝑃 Potência
𝑝𝑒 Pressão da mistura
𝑅 Constante de gás ideal
𝜌𝑒 Densidade da mistura ar-combustível
𝑇 Torque
𝑇𝑒 Temperatura da mistura
SUMÁRIO
1. INTRODUÇÃO ... 14
2. REFERENCIAL TEÓRICO ... 16
2.1. Motor de combustão interna ... 16
2.2. Eficiência volumétrica ... 18
2.3. Sobrealimentação ... 19
2.3.1. Compressor mecânico ... 20
2.3.2. Turbocompressor ... 21
2.3.3. Inertial Supercharging ... 22
2.4. Pressão média efetiva ... 22
2.5. Consumo específico de combustível ... 24
2.6. Regulamento da competição Fórmula SAE ... 25
2.7. Modelagem de MCI... 26
3. MODELAGEM DE MCI NO AVL BOOST ... 29
3.1. Cilindro ... 29
3.1.1. Modelo de transferência de calor ... 30
3.1.2. Modelo de combustão ... 30
3.2. Modelo de atrito ... 32
3.3. Modelo do turbocompressor ... 32
4. DESENVOLVIMENTO DO MODELO VIRTUAL ... 37
4.1. Conceitos iniciais ... 37
4.1.1. Características gerais do MCI em análise ... 37
4.1.2. Modelo de atrito utilizado ... 38
4.1.3. Modelo de transferência de calor utilizado ... 39
4.1.4. Modelo de combustão utilizado ... 40
4.2. Modelo virtual do motor em seu estado original ... 41
4.2.1. Considerações e ajustes ... 42
4.3. Modelo virtual do motor em seu estado restringido de competição ... 43
4.4. Modelo virtual do motor com turbo e restringido ... 44
4.4.1. Considerações e ajustes ... 44
5. RESULTADOS ... 46
5.1. Modelo do motor em estado original ... 46
5.2. Modelo virtual do motor em seu estado restringido de competição ... 47
5.3. Modelo Turbo FSAE ... 48
5.4. Comparação dos resultados ... 51
6. CONCLUSÕES ... 57
REFERÊNCIAS ... 59
APÊNDICE A – Simulação preliminar no Lotus Engine Simulation ... 61
APÊNDICE B – Simulação de tempo de volta com o software OptimumLap ... 63
1. INTRODUÇÃO
Em veículos automotores, a utilização de motores de combustão interna (MCI) teve seu início ainda antes da virada do século XX, quando Karl Benz lançou o Benz Patent-Motorwagen. Desde então, MCIs fazem parte do dia a dia de pessoas no mundo todo. De 1960 em diante, houve um crescimento explosivo na pesquisa e desenvolvimento de MCIs por razões diversas, como poluição, custo do combustível e competitividade do mercado (HEYWOOD, 1988).
Nos últimos 10 anos, MCIs tiveram um aumento relevante na potência específica, muitas vezes obtida através de uma técnica conhecida como downsizing. Movida por leis de emissões, essa técnica foca na utilização de motores menores e mais eficientes para substituir motores antigos e muito poluentes. Isso envolve redução do tamanho físico e de deslocamento de um motor, e para que o desempenho não seja prejudicado, a sobrealimentação se tornou comum na indústria. Em veículos de alto desempenho, a tendência do downsizing é mais recente (FONTANESI et al., 2014). Como os benefícios do downsizing são diretamente relacionados com premissas de projeto em veículos esportivos ou de competição, existe uma forte tendência atualmente para a aplicação de turbocompressores em MCIs de veículos esportivos e até mesmo na Fórmula 1, onde o regulamento permite motores sobrealimentados desde 2014.
A Formula SAE, uma competição estudantil organizada pela Society of Automotive
Engineers (SAE) em vários países, é uma competição que proporciona aos estudantes
experiências práticas de projeto de um protótipo de corrida. Nessa competição, estudantes projetam, constroem e competem com um protótipo de competição estilo fórmula. O regulamento exige a utilização de um restritor na admissão de ar do motor, de modo a limitar a vazão de ar e ultimamente reduzir a potência máxima desenvolvida nos protótipos. Dessa forma, uma maneira para contornar tais perdas é a utilização de sistemas de sobrealimentação para aumentar a eficiência volumétrica e o desempenho dos MCI empregados, o que é permitido pelo regulamento (SAE, 2014). Este trabalho contém o desenvolvimento do modelo virtual e simulação da aplicação de um turbocompressor em um MCI motor monocilíndrico de 4 tempos e 450 cilindradas.
Objetivos
Objetivo Geral
Analisar numericamente a perturbação gerada, em termos de potência e torque, na implementação de um sistema de sobrealimentação do tipo turbocompressor em um motor de deslocamento reduzido, buscando desempenho compatível com motores de maior deslocamento.
Objetivos específicos
Estudar a aplicação de turbocompressores em motores de combustão interna;
Conhecer o funcionamento de softwares de simulação de motores de combustão interna;
Criar um modelo virtual que represente o motor em estudo, incluindo os sistemas periféricos envolvidos na operação do motor;
Estudar a influência dos parâmetros de operação no desempenho e durabilidade de motores de combustão interna;
Efetuar a escolha do modelo de turbocompressor que melhor se adequa à aplicação no motor em estudo;
Verificar os ganhos resultantes da implementação do turbocompressor escolhido em simulações preliminares de tempo de volta.
2. REFERENCIAL TEÓRICO
O objetivo deste capítulo é apresentar os conceitos teóricos utilizados no desenvolvimento deste trabalho. É descrito o funcionamento de cada componente envolvido na operação do motor de combustão interna, assim como os sistemas de sobrealimentação. Também são discutidas as limitações impostas pelo regulamento da competição Fórmula SAE. Esse conhecimento serviu como base para o desenvolvimento dos modelos computacionais para simulação do motor de combustão interna em questão.
2.1. Motor de combustão interna
O objetivo de um MCI é converter energia contida em um combustível em energia mecânica utilizável para realizar alguma tarefa. Com o avanço do desenvolvimento de MCIs e altas relações potência/peso, seu uso foi amplamente aplicado em veículos para transporte terrestre, marítimo e aéreo (HEYWOOD, 1988). Para a conversão da energia contida no combustível, diversos componentes integram um MCI e funcionam de maneira interligada como mostra a Figura 1.
Figura 1. Motor de combustão interna de ignição por centelha.
Padilha (2007) lista os componentes do motor numerados na Figura 1 como: 1. Pistão; 2. Biela; 3. Virabrequim; 4. Anéis de vedação; 5. Comando de válvulas; 6. Válvula de admissão; 7. Válvula de exaustão; 8. Coletor de exaustão; 9. Cabeçote; 10. Cilindro; 11. Bloco; 12. Coletor de admissão.
Durante o funcionamento de um motor de ignição por centelha (ciclo Otto) de 4 tempos, que é o foco do presente trabalho, quatro operações são realizadas pelo motor durante o ciclo, como detalhado na Figura 2.
Figura 2. Operações de um ciclo Otto de 4 tempos.
Fonte: Padilha (2007).
No primeiro momento, a válvula de admissão é aberta enquanto o pistão se move para baixo. Isso cria uma diferença de pressão que favorece a entrada da mistura de ar atmosférico e combustível no cilindro. Esse tempo é chamado de admissão. Quando o pistão inicia seu movimento para cima, a válvula de admissão é fechada, permitindo que ocorra uma compressão dos gases dentro do cilindro e caracterizando o tempo de compressão. O terceiro tempo é
chamado de tempo de potência, no qual ocorre a combustão da mistura e o pistão é empurrado para baixo pela alta pressão dos gases de combustão. Esse é o único momento em que o motor apresenta trabalho líquido positivo. Por fim, o pistão sobe novamente e, com a válvula de exaustão aberta, empurra todos os gases da combustão para o sistema de exaustão.
O desempenho de MCIs é quantificado por meio de ensaios em um dinamômetro. Esse equipamento possui um acoplamento para o virabrequim do motor e um freio, que é usado para medir o torque líquido que o motor produz. Um esquema simplificado do princípio de funcionamento de um dinamômetro é apresentado na Figura 3. Por possuir uma célula de carga que efetivamente freará o motor, a potência e o torque obtidos em um ensaio deste tipo são denominados potência ao freio e torque ao freio. Esse valor corresponde à potência útil gerada pelo MCI (HEYWOOD, 1988).
Figura 3. Princípio de funcionamento de um dinamômetro.
Fonte: Heywood (1988).
2.2. Eficiência volumétrica
Um dos parâmetros que afeta diretamente o desempenho de um MCI é a eficiência volumétrica. De acordo com Bettes (2010), a eficiência volumétrica pode ser resumida como sendo uma referência de quão bem um motor utiliza o ar disponível. Ela é definida como sendo uma razão entre a massa da mistura de ar e combustível que entra no cilindro durante o curso de admissão e a massa que encheria o volume deslocado pelo pistão (BRUNETTI, 2012). A eficiência volumétrica de motores de 4 tempos pode ser encontrada através da Equação 1.
𝜂𝑣 = 2𝑚̇𝑒
𝜌𝑒𝑉𝑑𝑁 (1)
Onde:
𝑚̇𝑒 = Vazão mássica da mistura 𝜌𝑒 = Densidade da mistura
𝑉𝑑 = Deslocamento total do motor 𝑁 = Rotação do motor
2.3. Sobrealimentação
Como o desempenho de um MCI depende diretamente da quantidade de trabalho realizada no tempo de potência e esse trabalho é resultado da combustão da mistura ar-combustível, maiores quantidades de moléculas de ar e de combustível são necessárias dentro do cilindro no momento da admissão para aumento no trabalho líquido exercido pelo MCI. Sendo o foco de veículos de competição aumentar o desempenho de seus motores, diversos sistemas foram desenvolvidos para aumentar a massa de ar admitida pelos cilindros.
Estes sistemas trabalham com a premissa de que a densidade do ar ao ser admitido no cilindro deve ser maior do que sua densidade na atmosfera. Brunetti (2012) destaca que a densidade da mistura ar/combustível pode ser aumentada pelo aumento da pressão e/ou por redução da temperatura da mistura. Essa relação é derivada da lei dos gases ideais, e pode ser vista na Equação 2. 𝜌𝑒 = 𝑝𝑒 𝑅𝑇𝑒 (2) Onde: 𝜌𝑒 = Densidade da mistura 𝑝𝑒 = Pressão da mistura 𝑇𝑒 = Temperatura da mistura 𝑅 = Constante de gás ideal
Dessa maneira, o desempenho de um motor pode ser melhorado se empregado um sistema de sobrealimentação, que aumenta a pressão do ar na admissão. Esses sistemas podem utilizar uma grande gama de métodos para elevar a densidade do ar admitido, embora os mais
comuns utilizem a energia do virabrequim ou dos gases de escape. Estes sistemas serão apresentados nas seções seguintes.
2.3.1. Compressor mecânico
Um compressor mecânico é um mecanismo que, acoplado mecanicamente ao motor, consome uma parte da potência útil para comprimir o ar atmosférico. Embora um compressor desse tipo seja benéfico em amplas faixas de operação, Brunetti (2012) afirma que a potência consumida por um compressor mecânico pode chegar a 15% da potência do motor em aplicações automotivas. Na Figura 4 um compressor de tipo Lysholm, o mais usual em veículos de alto desempenho, é apresentado em corte.
Figura 4. Vista em corte e esquema de funcionamento de compressor tipo Lysholm.
Fonte: Harris/How Stuff Works (2006).
Em um compressor mecânico, os rotores utilizam energia vinda da correia do motor através da polia presente na Figura 4 para, utilizando da sua complexa geometria, comprimir o ar para o coletor de admissão do motor. Como os compressores mecânicos normalmente são
posicionados acima do motor, o coletor de admissão fica imediatamente abaixo do compressor e entre as bancadas de cilindros de motores em V, por exemplo.
2.3.2. Turbocompressor
Nos sistemas de sobrealimentação utilizando turbocompressores, a energia utilizada para comprimir o ar da admissão provém dos gases de exaustão do próprio motor, desta forma pode-se dizer que existe um acoplamento termodinâmico entre o motor e o turbocompressor. Em motores naturalmente aspirados ou com sobrealimentação mecânica, a energia remanesceste dos gases queimados que não pode ser convertida em potência de eixo é desperdiçada (BRUNETTI, 2012). Como estes gases possuem grande energia cinética e também alta temperatura, essa energia pode ser transformada em energia mecânica rotacional por meio de uma turbina radial posicionada na saída de exaustão do motor. O eixo do rotor da turbina é comum ao rotor do compressor centrífugo, que por sua vez comprime o ar da admissão elevando a densidade do mesmo. A Figura 5 mostra o funcionamento de um sistema desse tipo.
Figura 5. Esquema de funcionamento de um turbocompressor automotivo.
Fonte: Garrett1.
De acordo com Brunetti (2012), embora a faixa de operação de um sistema turbocompressor seja ligeiramente mais restrita que a faixa de operação do motor, este é o sistema mais usual em motores Diesel e motores Otto.
2.3.3. Inertial Supercharging
Em motores naturalmente aspirados, existe também uma maneira de elevar a pressão da mistura admitida no cilindro. Conhecido como inertial supercharging, neste caso o aumento da pressão é causado por ondas de choque que se originam nas válvulas. No fechamento da válvula de admissão, a mudança brusca de área de passagem do fluido faz com que a pressão no duto de admissão seja elevada por um instante. Essa alta pressão gera uma onda de choque que retorna pelo caminho inverso dos dutos da admissão. Quando essa onda chega até a atmosfera ou quando sofre uma mudança brusca na área da seção transversal do duto, parte da onda é refletida de volta na direção da válvula. Se a válvula de admissão estiver aberta quando a onda de choque retorna, uma sobrepressão será obtida no cilindro, ocasionando ganhos em eficiência volumétrica e desempenho.
Neste caso, o comprimento dos dutos da admissão deve ser ajustado para que os benefícios apareçam a uma rotação do motor especificada.
2.4. Pressão média efetiva
Embora o torque ou a potência máxima sejam usualmente fatores de comparação entre diferentes motores, Heywood (1988) afirma que, como essas grandezas dependem do tamanho do motor e seu deslocamento, não devem ser parâmetro para comparação da eficiência de motores. O parâmetro mais utilizado para quantificar o desempenho de um MCI é chamado de pressão média efetiva. Essa grandeza, com unidade de pressão, não pode ser medida com um manômetro, por exemplo. A PME, ou BMEP em inglês (brake mean effective pressure) é definida como a razão entre o trabalho exercido pelo pistão e o volume deslocado pelo mesmo durante um ciclo. Essa relação é apresentada na Equação 3.
𝑚𝑒𝑝 =𝑃𝑛𝑅
𝑉𝑑𝑁 (3)
Onde, no SI:
𝑃 = Potência [W]
𝑛𝑅 = Número de voltas para um ciclo completo (1 para 2 tempos ou 2 para 4 tempos)
𝑉𝑑 = Volume deslocado [dm³] 𝑁 = Rotação do motor [rps]
Quando é utilizada na Equação 3 a potência útil gerada pelo MCI, é encontrado o parâmetro chamado de BMEP, ou pressão média efetiva ao freio. Esse parâmetro é bastante difundido e tem seu valor máximo bem estabelecido para qualquer tamanho de MCI. Heywood (1988) mostra que, para motores naturalmente aspirados movidos a gasolina, a pressão média efetiva ao freio normalmente fica entre 8,5 e 10,5 bar, enquanto as mais altas BMEP são alcançadas por motores operando no ciclo Otto de quatro tempos com sobrealimentação, que podem chegar a 17 bar. Uma comparação dos níveis de BMEP máxima para diversos esportivos e veículos de competição foi feita por Westin (2005) e reproduzida na Figura 6. Nota-se que uma BMEP de cerca de 31 bar é atingida pelo Ford Focus que competiu no mundial de rali em 2003. Para veículos de rua e com projeto mais conservador e confiável, os mais altos níveis de BMEP ficam em torno de 24 bar. O trabalho de Westin (2005) contém o desenvolvimento da aplicação de um turbocompressor em um motor de 600cc e quatro cilindros. Os resultados obtidos de BMEP foram de cerca de 22,5 bar na condição de máximo torque, a 6000rpm. No entanto, muito cuidado deve ser tomado com a operação de um MCI em condições tão elevadas de BMEP. Altas pressões resultam em condições mais propícias para a ocorrência de pré-ignição. O uso de combustível de alta octanagem, que oferece maior resistência à pré-ignição, contribui para operação viável em níveis elevados de BMEP, oferecendo condição para o alto desempenho de motores de competição e de veículos esportivos.
Figura 6. Comparação de BMEP para diferentes esportivos e carros de competição.
Fonte: Westin (2005).
2.5. Consumo específico de combustível
Embora parâmetros de desempenho de MCIs normalmente sejam restritos a potência e torque, o consumo e eficiência energética são parâmetros igualmente relevantes para o desenvolvimento de qualquer veículo ou aplicação de motores. Para aferição do consumo de combustível de um MCI, usualmente é medida a vazão mássica de combustível durante um teste do motor. Porém, essa vazão mássica variará muito de acordo com o deslocamento do motor. Assim, o parâmetro de consumo específico de combustível busca normalizar a maneira como aferimos a eficiência que um MCI utiliza o combustível para produzir trabalho (HEYWOOD, 1988).
A relação de consumo específico apresentada por Heywood (1988) é reproduzida na Equação 4.
𝑠𝑓𝑐 =𝑚̇𝑓
𝑃 (4)
𝑃 = Potência [kW]
𝑚̇𝑓 = vazão mássica de combustível [g/h] 𝑠𝑓𝑐 = consumo específico [g/kWh]
Valores extraídos de testes em dinamômetro são nomeados brake specific fuel
consumption (BSFC). De acordo com Heywood (1988), o valor típico de menor consumo
específico em motores de ignição por centelha é de cerca de 270g/kWh.
2.6. Regulamento da competição Fórmula SAE
Para preservar a segurança na competição, a SAE impõe um extenso regulamento sobre todos os sistemas empregados nos protótipos desenvolvidos pelos estudantes de engenharia. No caso dos motores utilizados, o regulamento possui poucas restrições quanto à escolha, modificação, ajuste ou gerenciamento do motor. É permitido qualquer motor operando no ciclo Otto de 4 tempos utilizando pistões alternativos que desloquem até 610cc (SAE, 2014). A sobrealimentação é permitida por meio de compressores mecânicos ou turbocompressores, desde que todo o ar admitido no sistema de admissão passe por um restritor de admissão. Esse é um dos métodos mais comuns para limitação do pico de potência, pois a restrição limita a vazão mássica de ar que o motor recebe (CLAYWELL, 2006). Na Fórmula SAE, esse restritor deverá ter formato circular e seu diâmetro é especificado pela regra. Atualmente a restrição utilizada deverá ser de 20mm de diâmetro para motores movidos a gasolina e de 19mm para motores movidos a etanol (SAE, 2014).
A utilização de uma restrição de área para entrada de ar ocasiona perdas de carga no fluxo de ar. Algumas relações são apresentadas por Crane Co. (1985) para uma restrição de canto vivo. A Figura 7 apresenta uma tabela que mostra os diferentes valores do parâmetro coeficiente de fluxo (C) para diferentes relações de diâmetro inicial e diâmetro da restrição.
Figura 7. Coeficiente de fluxo através de uma restrição com diâmetro d1.
Fonte: Crane Co. (1985).
O coeficiente de fluxo obtido pelas relações da Figura 7 são então inseridos na Equação 5 para obtenção do coeficiente de descarga para essa restrição.
𝐶 = 𝐶𝑑
√1 − 𝛽4 (5)
Diversas equipes optam pelo desenvolvimento de motores sobrealimentados. Como atualmente existe uma diversidade muito grande de motores e configurações, ainda é incerta a combinação que melhor atende aos requisitos da competição.
2.7. Modelagem de MCI
Em software de simulação para motores de combustão interna, diversos tipos de simulação podem ser utilizados para o cálculo dos fenômenos de combustão. Os modelos de cálculo podem variar bastante em seu nível de aprofundamento, mas normalmente são designados como modelos fenomenológicos que podem calcular a combustão e a formação de poluentes com base em fenômenos físicos e químicos como a ignição, cinética da reação e
formação da mistura (MERKER et al, 2012). Na Figura 8 é apresentada uma comparação entre as classes de modelos de combustão utilizadas em softwares comerciais atualmente.
Figura 8. Comparação entre três classes de modelos numéricos para cálculo dos fenômenos de combustão.
Fonte: Merker et al. (2012).
A diferença entre os modelos se dá tanto pelo nível de detalhamento como pelo custo computacional envolvido na solução do problema. Naturalmente, os modelos com menor número de equações ou com menor número de incógnitas serão mais rápidos em sua execução, embora faltem com o detalhamento necessário em simulações complexas e análises completas. A relação existente entre tempo computacional e nível de detalhamento é apresentada na Figura 9. Pode-se notar como o custo computacional cresce de maneira exponencial, evidenciando que, para análises iniciais, modelos zero-dimensionais e unidimensionais oferecem um bom custo-benefício do ponto de vista computacional.
Figura 9. Comparação entre tempo computacional e nível de aprofundamento de modelos de combustão.
3. MODELAGEM DE MCI NO AVL BOOST
Em 2015, a UFSC iniciou uma parceria para desenvolvimento de pesquisa em simulação com o instituto AVL. Essa parceria viabilizou a concessão de licenças de uso para o pacote de software de simulação. Dessa maneira, foi decidido pela simulação no software AVL BOOST para o desenvolvimento de simulações utilizando modelos simples, mas com um aprofundamento interessante para obtenção de resultados muito próximos à realidade. Como o objetivo deste trabalho não é analisar fenômenos dentro do cilindro ou referentes à mistura de ar-combustível, não se mostra necessária a utilização de cálculos CFD multidimensionais. No AVL BOOST, o modelamento do MCI é feito por meio de ícones representando cada parte do motor. Embora o BOOST permita a inclusão de cálculos CFD por meio de códigos externos do mesmo pacote de programas do AVL, o modelo unidimensional apresenta baixa complexidade para alteração de qualquer parâmetro do modelo. Isso elimina a necessidade do reprojeto de um componente e nova geração de malha, como acontece em softwares de simulação CFD e até mesmo no módulo FIRE do pacote do AVL. Para cada item do modelo, dados específicos do motor a ser simulado devem ser inseridos. Neste capítulo serão descritos todos os parâmetros que serão utilizados no BOOST para o desenvolvimento do modelo virtual do motor em análise.
3.1. Cilindro
No bloco do cilindro, que engloba boa parte das características gerais do motor, as informações necessárias para a simulação são listadas na Tabela 1.
Tabela 1. Dados necessários para o elemento “Cilindro” no AVL BOOST.
Grupo Variáveis
Geral B, diâmetro do pistão S, Curso do pistão Razão de compressão Comprimento da biela Offset do pino do pistão
Pressão média do cárter
Inicialização Temperatura do gás na câmara no fechamento da válvula de exaustão Pressão do gás na câmara no fechamento da válvula de exaustão
Composição inicial da mistura (razão ar-combustível, fração de vapor de combustível e fração de produtos de combustão)
Transferência de calor Área superficial, temperatura e fator de calibração de pistão, cabeçote e camisa Válvulas Área superficial, temperatura, folga, fator de fluxo, curva de levantamento e
coeficientes de fluxo para admissão e escape Fonte: Adaptado de Carvalho (2011).
3.1.1. Modelo de transferência de calor
No software AVL BOOST, vários modelos de transferência de calor são apresentados como opções para o usuário. Esses modelos calculam a transferência de calor entre a câmara de combustão e as paredes adjacentes, como o pistão, o cilindro e o cabeçote (AVL, 2014a). Os modelos presentes na versão 2014.1 são: Woschni, Hohenberg, Lorenz, AVL2000 e Bargende. Todos os modelos mencionados utilizam dos mesmos dados de entrada para calcular a transferência de calor por condução nas paredes do cilindro. Os dados necessários são apresentados na Tabela 2.
Tabela 2. Dados exigidos para cálculo da transferência de calor.
Variável Unidade
Área de superfície do pistão mm²
Temperatura da superfície do pistão ºC
Área de superfície do cabeçote mm²
Temperatura do cabeçote ºC
Área da superfície lateral do cilindro no PMS mm² Temperatura da superfície lateral do cilindro no PMS ºC Temperatura da superfície lateral do cilindro no PMI ºC
Fonte: Autor (2015).
3.1.2. Modelo de combustão
A modelagem do evento da combustão em MCI pode ser feita por modelos de liberação de calor pré-definida, modelos com liberação de calor calculada ou ainda por modelos de liberação de calor ideal. Para cálculos teóricos de combustão a volume constante ou a pressão constante, o modelo de liberação de calor ideal é o recomendado por AVL (2014a). O software AVL BOOST disponibiliza diversos modelos de combustão para serem utilizados. Um resumo
da aplicação de cada modelo é mostrado na Tabela 3. Apenas alguns modelos são recomendados para motores de ignição por centelha operando em regime permanente, sendo eles o Single Vibe, o Vibe 2-Zone e o modelo Fractal.
Tabela 3. Descrição dos modelos de combustão disponíveis no AVL BOOST.
Modelo Aplicação recomendada por AVL (2014b)
Single Vibe Para motores à gasolina. Dois parâmetros do modelo devem ser fornecidos, e têm relação com a velocidade da queima e porcentagem de massa queimada.
Double Vibe Similar ao Vibe, mas permite análise dos dois picos de liberação de calor comuns em motores Diesel.
Multiple Vibe Permite a inclusão de várias curvas tipo Vibe.
Single Zone Table Permite a entrada de valores conhecidos de taxa de liberação de calor para diferentes ângulos do virabrequim.
Woschni/Anisits Model Calcula parâmetros de Vibe para simulações transientes de motores de injeção direta Hires et al. Model Calcula parâmetros de Vibe para simulações transientes de motores a gasolina. Não
prediz condição de pré-ignição
Ideal Heat release Modelo teórico de ciclo ideal para queima a volume constante ou pressão constante. Motored A combustão não ocorre, independentemente da quantidade de combustível injetada ou
aspirada.
Vibe 2 Zone Similar à Vibe, calcula a temperatura da região queimada e da região não-queimada conforme os dados de entrada, que são os mesmos do modelo Vibe.
AVL MCC Model
Prediz a taxa de liberação de calor e produção de NOx em motores Diesel baseado na quantidade de combustível no cilindro e na energia cinética turbulenta introduzida pela injeção de combustível.
AVL Multi-Zone
Combustion Model Prediz a taxa de liberação de calor, produção de NOx e de Soot em motores Diesel.
Fractal Combustion Model
Prediz a taxa de liberação de calor em um motor de ignição por centelha de mistura homogênea. Leva em consideração o formato da câmara de combustão, localização da vela, avanço de ignição, composição, movimento e turbulência da mistura.
Open Chamber Gas Engine Combustion Model
Para uso em motores de ignição por centelha movidos a gás natural ou outros gases de médio poder calorífico.
Pre-Chamber Spark Ignited Combustion Model
Para uso com grandes motores que operam com uma pré câmara que realiza a combustão de uma mistura muito rica antes da chama chegar ao cilindro, que contém uma mistura bastante pobre.
Knock Calcula a octanagem mínima necessária para operação do motor sem a ocorrência de pré-ignição.
Fonte: AVL (2014a e 2014b)
O modelo Single Vibe e o Vibe 2-zone apresentam os mesmos dados de entrada necessários para o cálculo do evento da combustão. A diferença básica entre os dois é que o
Vibe 2-zone divide a câmara de combustão entre um volume de mistura queimada e um volume de mistura não queimada, enquanto o Single Vibe calcula a combustão da mistura por meio de valores pré-estabelecidos (AVL, 2014a).
3.2. Modelo de atrito
Parte da potência disponível em um MCI é utilizada para vencer o atrito entre os anéis do pistão e as paredes do cilindro, bem como para movimentar itens como os eixos comando de válvulas, bomba de óleo e bomba d’água, entre outros. O atrito presente nos diferentes componentes do motor pode ser modelado como uma pressão média efetiva de atrito (FMEP) para efetivamente calcular o desempenho útil do MCI, ou BMEP. O BOOST apresenta a possibilidade de não usar nenhum modelo de atrito, de especificar uma FMEP para cada rotação, e de utilizar duas opções de modelo de atrito. Um dos modelos disponíveis no BOOST é o de Patton, Nitschke e Heywood (1989), um modelo que estima as perdas por atrito em um MCI. O segundo modelo disponível é o modelo de Shayler, Leong e Murphy (2005), que desenvolveram um modelo aprimorado de atrito para melhorar a abrangência do modelo de Patton para situações de baixas temperaturas e baixas rotações. Esses dois modelos podem ser usados no BOOST e utilizam os mesmos dados de entrada, como a configuração de válvulas, tipo do óleo e temperatura do óleo durante a operação para calcular a FMEP que ocorre no ponto de operação da simulação.
3.3. Modelo do turbocompressor
Para uma análise correta dos efeitos de sobrealimentação no desempenho do MCI, informações sobre a operação do turbocompressor devem ser inseridos nos softwares de simulação. Esses dados são disponibilizados pelos fabricantes desses sistemas, e são fornecidos em duas partes: dados da turbina e dados do compressor. No caso do BOOST, existem três opções para inserir o modelo do turbocompressor. A opção de modelo simplificado do compressor necessita de poucos dados de entrada, como mostrado na Figura 10. Essa opção de modelo somente representa um ponto de operação. Qualquer modificação no modelo do MCI, como alteração da rotação do motor, irá necessitar de novos valores inseridos no modelo simplificado do turbocompressor para correto funcionamento.
Figura 10. Dados de entrada do modelo simplificado do compressor.
Fonte: Autor (2015).
De forma similar, o modelo para a turbina também necessita de valores pertinentes a apenas um ponto de operação. Algumas opções estão presentes no BOOST para flexibilidade para o usuário inserir os dados. A tela de entrada para os dados da turbina é apresentada na Figura 11.
Figura 11. Dados de entrada do modelo simplificado da turbina.
Fonte: Autor (2015).
Para importação completa do modelo de um turbocompressor, o BOOST oferece uma ferramenta específica para criação de mapas de turbina e compressor. Utilizando essa ferramenta, pode-se incluir no modelo precisamente os dados de desempenho de cada elemento. Um exemplo dos dados disponíveis no site da Honeywell para a turbina e o compressor do modelo GT0632SZ são apresentados na Figura 12 e na Figura 13, respectivamente. Este foi um dos modelos de turbocompressor disponibilizados para a equipe como patrocínio.
Figura 12. Curva da turbina para modelo GT0632SZ.
Fonte: Garrett2.
Figura 13. Mapa do compressor para modelo GT0632SZ.
Fonte: Garrett².
A curva apresentada na Figura 12 representa o rendimento máximo do componente da turbina de um turbocompressor. Pode-se observar, no eixo Y, o fluxo mássico corrigido na mesma, e, no eixo X, a razão de pressões entre o gás que entra e o que sai da turbina. De maneira similar, os dados do compressor apresentados na Figura 13 mostram os pontos de operação do mesmo em diversas rotações. Para cada fluxo mássico, haverá uma razão de pressões diferente. Há ainda no gráfico do compressor, as ilhas de eficiência. A eficiência de um compressor representa a parcela da energia total que é utilizada para elevar a pressão do ar. O restante engloba perdas e também a energia utilizada para aquecer o ar, o que é indesejável, porém inevitável, em um processo termodinâmico desse tipo. Miller (2008) afirma que não se deve aplicar um turbocompressor em um MCI se a eficiência calculada ficar abaixo de 65%, pois o ar comprimido ficará muito quente e poderá facilitar a ocorrência de pré-ignição.
4. DESENVOLVIMENTO DO MODELO VIRTUAL
Durante o desenvolvimento deste trabalho, foram realizadas simulações de dinâmica de gases utilizando o software AVL BOOST para determinação do desempenho do motor em sua configuração original de fábrica e também em duas condições de operação permitidas pelo regulamento da competição Fórmula SAE. Para simulações preliminares, o software Lotus
Engine Simulation foi utilizado, pois a licença do AVL ainda não estava disponível. O
desenvolvimento e resultado dessas simulações são apresentados no Apêndice A. O desenvolvimento dos modelos no AVL BOOST foi conduzido de acordo com recomendações da documentação do programa (AVL, 2014a e 2014b).
4.1. Conceitos iniciais
Nesta seção serão apresentados os modelos escolhidos e dados de entrada que foram comuns às três etapas deste trabalho. Serão apresentados os modelos escolhidos e os dados de entrada inseridos nos mesmos. Dados gerais como geometria do motor e dos turbocompressores também serão discutidos.
4.1.1. Características gerais do MCI em análise
Seguindo uma tendência mundial da competição, a utilização de motores menores motores de 450cc estão ganhando espaço também na competição nacional, onde o domínio de motores maiores e mais complexos (600cc de quatro cilindros, por exemplo) acabou. O motor utilizado pela equipe Fórmula CEM a partir de 2015 é um motor originalmente encontrado em motocicletas de alto desempenho off-road da BMW. Com 450 cilindradas de deslocamento, o modelo BMW G450X compete com outras marcas em diversos campeonatos de enduro
off-road, como o Rally Dakar. O modelo virtual foi construído empregando os valores apresentados
na Tabela 4. O combustível utilizado foi a gasolina contida no BOOST, com poder calorífico inferior de 43500 kJ/kg.
Tabela 4. Dados de geometria inseridos no conjunto “Cilindro” no modelo.
Diâmetro do pistão 98 mm
Curso do pistão 59,6 mm
Razão de compressão 12:1 -
Comprimento da biela 143 mm
Offset do pino do pistão 0 mm
Espaçamento dos gases de recirculação (blow-by gap) 0 mm
Pressão média no cárter 1 bar
Fonte: Autor (2015).
No caso das válvulas, foi utilizada uma curva de abertura incluída na documentação do BOOST. Embora tenha havido contato com a BMW Motorrad da Alemanha, não foi disponibilizado o diagrama de válvulas original do motor. Dessa forma, o modelo mais próximo encontrado foi do exemplo de AVL (2014b), que inclui válvulas de admissão e exaustão para um motor de motocicleta de 400cc. Com abertura máxima de 10mm, o diagrama de abertura é apresentado na Figura 14.
Figura 14. Diagrama de válvulas utilizado no modelo.
Fonte: Adaptado de AVL (2014b).
4.1.2. Modelo de atrito utilizado
Uma simulação inicial foi realizada para analisar o desempenho com cada modelo de atrito. Para ambas as simulações, foi utilizado óleo SAE 10W40 na rotação de 9300rpm, rotação de potência máxima. A temperatura do óleo foi variada buscando chegar ao valor de potência máxima desenvolvida pelo motor original, que é de 52PS de acordo com a revista MOTORRAD (2010). Pode-se observar na Figura 15 que o modelo de Patton et al. (1989) necessita de altas
0 2 4 6 8 10 12 0 120 240 360 480 600 720 A b er tu ra d a v álv u la [m m ] Ângulo do virabrequim [º] Admissão Exaustão
temperaturas do óleo para permitir baixo atrito e resultar nessa potência nominal. Para não considerar temperaturas muito altas no modelo e permanecer dentro dos limites operacionais, foi escolhido o modelo de Shayler et al. (2005).
Figura 15. Análise dos modelos de atrito. Potência a 9300rpm versus temperatura do óleo SAE 10W40.
Fonte: Autor (2015).
4.1.3. Modelo de transferência de calor utilizado
Após a inclusão dos dados gerais do MCI no modelo virtual e da determinação do modelo de atrito, o modelo de transferência de calor foi analisado. Uma análise qualitativa para comparar todos os modelos disponíveis no BOOST foi realizada. Para isso, os dados pertinentes a todos os modelos foram inseridos na simulação conforme a Tabela 5. Dados de temperatura em cada superfície foram retirados de exemplos de modelos de motores específicos para motocicletas incluídos na documentação do software.
Tabela 5. Valores inseridos para cálculo da transferência de calor.
Variável Valor Unidade
Área de superfície do pistão 7543 mm²
Temperatura da superfície do pistão 300 ºC
Área de superfície do cabeçote 8297 mm²
Temperatura do cabeçote 316 ºC
Área da superfície lateral do cilindro no PMS 1650,2 mm² Temperatura da superfície lateral do cilindro no PMS 281 ºC Temperatura da superfície lateral do cilindro no PMI 81 ºC
Fonte: Autor (2015), AVL (2014a). 40 42 44 46 48 50 52 54 0 50 100 150 200 P o tência [ P S] Temperatura do óleo [ºC]
Modelo de Patton, Nitschke e Heywood Modelo de Shayler, Leong e Murphy
Três velocidades foram simuladas para cada modelo enquanto todos os outros parâmetros foram mantidos. Não foram encontradas diferenças entre os resultados do modelo de Lorenz e de Woschni. O resultado dessa análise comparativa é apresentado na Figura 16.
Figura 16. Análise dos modelos de transferência de calor disponíveis no AVL BOOST.
Fonte: Autor (2015).
Pode-se observar na figura que o modelo de Hohenberg é o que resulta em mais potência disponível, enquanto o modelo AVL2000 apresenta resultados inferiores. Com base nestes resultados, foi escolhido o modelo de Woschni 1990 por estar entre os modelos extremos e por ser mais recente que o modelo desenvolvido pelo mesmo autor em 1978.
4.1.4. Modelo de combustão utilizado
Seguindo orientações da documentação do BOOST, o modelo que melhor se encaixa na situação deste trabalho é o modelo de Vibe. Neste modelo, os parâmetros a serem definidos são o avanço da ignição, a duração da combustão, e mais dois parâmetros do modelo de Vibe, que afetam a velocidade de liberação de energia e também a condição de combustão completa da mistura.
O início da combustão foi calculado para 22º APMS, de acordo com a equação descrita na documentação do BOOST. A duração da combustão foi estipulada em 55º e o parâmetro “m” em 2,1, recomendações do AVL para motores à gasolina operando em altas rotações. Para combustão completa, o parâmetro “a” deve ser igual a 6,9. (AVL, 2014b)
0 5 10 15 20 25 30 35 40 4000 5000 6000 7000 8000 9000 10000 P o tência [ k W] Rotação [rpm] Woschni 1978 Woschni 1990 Hohenberg AVL 2000 Bargende
Na Figura 17 pode-se observar os parâmetros utilizados para a simulação. Na linguagem do BOOST, o ponto morto superior (PMS) ocorre em 0º ou 720º de rotação do virabrequim.
Figura 17. Dados de entrada para o modelo Vibe de combustão no ambiente do BOOST.
Fonte: Autor (2015).
4.2. Modelo virtual do motor em seu estado original
O primeiro modelo criado focou em reproduzir o desempenho do motor real em seu comportamento original de fábrica. Os dados de desempenho referência nessa condição foram extraídos da revista MOTORRAD (2010) e são apresentados pelas linhas azuis na Figura 18.
Figura 18. Comparativo de desempenho entre motos de 450cc.
Fonte: Revista MOTORRAD (2010).
4.2.1. Considerações e ajustes
O modelo, mostrado na Figura 19, incluiu apenas os elementos básicos necessários para o funcionamento do MCI em análise. As dimensões dos dutos foram estimadas de acordo com medições feitas pelo autor durante a análise realizada para seleção deste motor pela equipe.
Figura 19. Modelo virtual do motor BMW G450X em sua configuração original de fábrica no ambiente do AVL BOOST.
Fonte: Autor (2015).
Para correta adequação do desempenho do modelo ao desempenho apresentado na Figura 18, foi utilizado o recurso do BOOST de fator de correção para FMEP. Esta
funcionalidade permite ao usuário corrigir o valor de FMEP de acordo com a condição de operação, pois o modelo de Shayler ou de Patton pode subestimar ou superestimar o efeito do atrito no desempenho do motor. Os valores estimados para temperatura do óleo e também o fator de correção para FMEP são apresentados na Figura 20.
Figura 20. Temperatura do óleo e fator de correção de atrito para o modelo virtual do motor BMW G450X.
Fonte: Autor (2015).
4.3. Modelo virtual do motor em seu estado restringido de competição 4.3.1. Considerações e ajustes
Seguindo o caminho do modelo inicial do motor em seu estado original, foi adicionado entre os dutos “1” e “2” uma restrição, que representa uma redução na área da seção do duto da admissão. Além de contabilizar as perdas intrínsecas à redução de área do duto, o modelo de restrição no BOOST ainda permite que um coeficiente de fluxo seja inserido. Para determinação deste coeficiente, foi utilizado o método descrito por Crane Co. (1985) e apresentado anteriormente. De forma iterativa, a velocidade do escoamento no ponto de medida “MP2” foi inserida no cálculo e o coeficiente de fluxo para a restrição de 20mm encontrado foi de 0,6 quando o fluxo origina de um duto de 50mm de diâmetro.
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4 1,6 1,8 0 20 40 60 80 100 120 140 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 10000 F co rr F M EP T em p era tu ra [ ºC] Rotação [rpm] T_óleo Fator de correção
Figura 21. Modelo virtual do motor BMW G450X com restrição na admissão conforme SAE (2014).
Fonte: Autor (2015).
4.4. Modelo virtual do motor com turbo e restringido 4.4.1. Considerações e ajustes
Como citado anteriormente, um problema bastante comum em motores que utilizam um turbocompressor e operam com uma alta razão de compressão é a pré-ignição. Como originalmente o motor BMW G450X possui uma razão de compressão de 12:1 e opera em altos níveis de BMEP, em seu funcionamento sobrealimentado podem ocorrer problemas de pré-ignição. Portanto, além dos potenciais benefícios de desempenho produzidos pelo turbocompressor, a BMEP deverá ser controlada para não ultrapassar os limites expostos por Heywood (1988) ou pela pesquisa e resultados de Westin (2005).
Para o desenvolvimento do modelo sobrealimentado, dois turbocompressores foram inseridos no BOOST. Os dados de cada turbocompressor foram fornecidos pela empresa Honeywell como forma de apoio para a equipe de Formula SAE. Com esses dados, a Honeywell espera que as equipes encontrem a melhor opção dentre os turbocompressores disponíveis para doação como patrocínio. Portanto, dados exatos puderam ser inseridos na ferramenta do BOOST para geração de mapas da turbina e do compressor. Alguns dados comparativos entre os dois modelos de turbocompressores são apresentados na Tabela 6. Nota-se alguma similaridade entre os dois modelos, e também diferenças nos diâmetros de entrada e saída do compressor e turbina, caracterizando a diferença nos mapas de operação entre os modelos. Uma ilustração do modelo sobrealimentado é mostrada na Figura 22.
Tabela 6. Dados comparativos entre os modelos de turbocompressor simulados. Dimensão Unidade GT0632SZ MGT1238 Entrada do compressor mm 22,63 29 Saída do compressor mm 32 41 Trim - 50 50 A/R - 0,32 0,33 Saída da turbina mm 30 35,5 Trim - 72 72 A/R - 0,18 0,43 Fonte: Honeywell (2015).
Figura 22. Modelo virtual do motor BMW G450X com turbocompressor.
5. RESULTADOS
Neste capítulo são apresentados os resultados das simulações dos modelos apresentados no capítulo anterior. São discutidas grandezas de desempenho, como potência, torque, eficiência volumétrica, pressão média efetiva ao freio e consumo específico de combustível. Comentários são então feitos com base na teoria discutida anteriormente visando orientar futuras simulações e aplicação no protótipo Formula SAE.
5.1. Modelo do motor em estado original
Buscando adequação do modelo virtual às curvas de desempenho apresentadas na Figura 18, parâmetros no modelo de atrito foram determinados de forma iterativa. Os valores de temperatura do óleo e fator de correção para o modelo de atrito foram apresentados na Figura 20. Esses valores foram os mesmos para todos os modelos desenvolvidos posteriormente. Uma comparação entre o desempenho original e do modelo é apresentada na Figura 23. Em toda a gama de rotações, o maior erro encontrado foi de 3% no valor de torque.
Figura 23. Comparação entre a curva de torque original e os valores encontrados com o modelo no BOOST. Fonte: Autor (2015). 20 25 30 35 40 45 50 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 10000 11000 T o rq u e [Nm ] Rotação [rpm] Dados Motorrad Modelo no BOOST
Um resumo dos resultados de potência, torque e consumo específico é apresentado na Figura 24. Nota-se uma excelente semelhança com as curvas divulgadas por MOTORRAD (2010), além da curva de consumo obtida ter uma forma característica desse parâmetro, com menor consumo específico entre 5000 e 6000 rpm.
Figura 24. Resumo dos resultados de desempenho do modelo virtual representativo do motor BMW G450X em sua condição original de operação.
Fonte: Autor (2015).
5.2. Modelo virtual do motor em seu estado restringido de competição
O modelo com a restrição na admissão, como manda o regulamento da SAE (2014), foi criado a partir do modelo original citado anteriormente. O desempenho é apresentado na Figura 25. Como era esperado, a restrição de vazão mássica de ar causa reduções consideráveis no desempenho dos motores utilizados na competição. Nas simulações realizadas, a redução de torque foi de 13,4 a 22,1%. 220 240 260 280 300 320 340 360 380 400 420 0 10 20 30 40 50 2000 4000 6000 8000 10000 12000 B SF C [ g /k W h ] P o tên cia [k W ] e T o rq u e [Nm ] Rotação [rpm] Potência Torque Consumo
Figura 25. Resultado da simulação do modelo com restritor de admissão.
Fonte: Autor (2015).
5.3. Modelo Turbo FSAE
A partir do modelo aspirado com restritor de admissão, foi inserido um turbocompressor para as simulações finais deste trabalho. O desempenho do motor BMW G450X sobrealimentado e restringido de maneira a poder competir na Formula SAE é mostrado na Figura 26 quando equipado com os modelos GT0632SZ e MGT1238.
Figura 26. Comparação de resultados de torque ao freio entre os modelos virtuais desenvolvidos no AVL BOOST.
Fonte: Autor (2015).
Pode-se observar que ocorreram grandes benefícios no desempenho do motor sobrealimentado. Com o turbocompressor menor, o GT0632SZ, podemos ver que o ganho de
20 25 30 35 40 45 50 3000 5000 7000 9000 11000 T o rq u e [Nm ] Rotação [rpm] Original FSAE_NA 0 10 20 30 40 50 60 2000 4000 6000 8000 10000 T o rq u e [Nm ] Rotação [rpm] FSAE_NA FSAE_GT06 FSAE_GT12
torque foi mais significativo em baixas rotações pois o fluxo mássico encontrado nessa aplicação não permite sua operação em altas rotações em um motor deste deslocamento. Isso é mais claramente visto na Figura 27, que apresenta os pontos de operação encontrados para todas as rotações simuladas.
Figura 27. Mapa do compressor do modelo GT0632SZ com os pontos de operação obtidos através de simulação no AVL BOOST.
Fonte: Autor (2015), adaptado de Honeywell (2010).
No caso da simulação com o modelo maior de turbocompressor disponível para equipes de Formula SAE, nota-se um ganho substancial de torque em todas as rotações,
chegando inclusive a superar os valores nominais de torque e potência do motor sem restrições. Um resumo dos resultados de desempenho obtidos pelo modelo virtual com o turbocompressor GT0632SZ é apresentado na Figura 28. Os resultados de desempenho do modelo com o turbocompressor MGT1238 são mostrados na Figura 29.
Figura 28. Resumo dos resultados de desempenho do modelo virtual representativo do motor BMW G450X com GT0632SZ e com restrição de 20mm na admissão.
Fonte: Autor (2015).
Figura 29. Resumo dos resultados de desempenho do modelo virtual representativo do motor BMW G450X com MGT1238 e com restrição de 20mm na admissão.
Fonte: Autor (2015). 220 240 260 280 300 320 340 360 380 400 420 0 10 20 30 40 50 2000 4000 6000 8000 10000 B SF C [ g /k W h ] P o tên cia [k W ], T o rq u e [Nm ] Rotação [rpm] Potência Torque Consumo 220 240 260 280 300 320 340 360 380 400 420 0 10 20 30 40 50 60 2000 4000 6000 8000 10000 B SF C [ g /k W h ] P o tên cia [k W ], T o rq u e [Nm ] Rotação [rpm] Potência Torque Consumo
Podemos observar na Figura 29 que o resultado da simulação do modelo MGT1238 está acima do desempenho original deste MCI, o que é um feito excelente frente às limitações impostas pelo regulamento da competição Formula SAE. Porém, como se pode observar na Figura 30, os pontos de operação do compressor MGT1238 obtidos da simulação no BOOST estão à esquerda da linha de surge do compressor. De acordo com Merker et al. (2012), para a simulação inicialmente é considerado o mapa sem a linha de surge e, se necessário, o mapa será extrapolado além desta linha pelo software. Além dessa região, a operação do compressor não será eficiente como no resto do mapa, e poderá causar problemas de falhas prematuras.
Figura 30. Pontos de operação no mapa do compressor MGT1238.
Fonte: Autor (2015), adaptado de Honeywell (2010)
5.4. Comparação dos resultados
Como apresentado anteriormente, a pressão média efetiva é um parâmetro bastante utilizado para comparação entre motores em geral. Os resultados obtidos para a BMEP nas
diferentes simulações são apresentados na Figura 31. Podemos observar que em nenhuma configuração se chegou a níveis tão elevados de BMEP como reportado por Westin (2005). Isso significa que não haverá grande possibilidade de ocorrência de pré-ignição nos casos em análise.
Figura 31. Comparação entre valores de BMEP encontrados em simulação no AVL BOOST.
Fonte: Autor (2015).
Outro parâmetro que pode ser usado para comparação entre o consumo de combustível é o consumo específico de combustível, ou BSFC. A unidade desse parâmetro é de g/kWh, e os resultados das simulações são apresentados na Figura 32. Nota-se que o modelo original teve o mais baixo consumo em altas rotações, porém o modelo com o turbocompressor MGT1238 apresentou menor consumo em rotações baixas. É interessante ressaltar que, quando operando apenas com a restrição na admissão, o consumo é mais alto em toda a operação do motor.
0 2 4 6 8 10 12 14 16 2000 4000 6000 8000 10000 B ME P [ b ar ] Rotação [rpm] Original FSAE_NA FSAE_GT06 FSAE_GT12
Figura 32. Resultados de consumo específico de combustível do motor BMW G450X em diversas configurações.
Fonte: Autor (2015).
O parâmetro de eficiência volumétrica, que é fortemente afetado por qualquer maneira de sobrealimentação, sofreu quedas na operação com a restrição na admissão. Somente nos modelos utilizando turbocompressores que a eficiência volumétrica atingiu níveis compatíveis ou até mesmo melhores que na condição original de operação do BMW G450X. Os resultados de eficiência volumétrica são apresentados na Figura 33.
Figura 33. Comparação da eficiência volumétrica entre os modelos simulados.
Fonte: Autor (2015). 200 220 240 260 280 300 320 340 360 380 2000 4000 6000 8000 10000 B SF C [ g /k W h ] Rotação [rpm] Original FSAE_NA FSAE_GT06 FSAE_GT12 60% 70% 80% 90% 100% 110% 120% 130% 2000 4000 6000 8000 10000 E ficiên cia Vo lu m étr ica [%] Rotação [rpm] Original FSAE_NA FSAE_GT06 FSAE_GT12
O aumento de pressão gerado pelo compressor irá beneficiar o desempenho do motor em análise. Uma comparação entre as pressões de boost dos dois modelos de turbocompressor analisados é apresentada na Figura 34. Podemos observar que não houve muita diferença entre os dois modelos de turbocompressor. A queda brusca em altas rotações acontece, pois, como mostrado na Figura 35, o fluxo mássico através da restrição na admissão atinge seu limite. Após chegar a cerca de 150m/s, o limite físico da vazão máxima de ar é atingido, sendo que não é mais possível fluir mais ar através desta restrição nas condições impostas pelo ar atmosférico e pela pressão de sucção gerada pelo compressor.
Figura 34. Pressão de boost simulada para cada modelo de turbocompressor.
Fonte: Autor (2015).
Figura 35. Comparação entre vazão mássica dos compressores e velocidade do escoamento através da restrição.
Fonte: Autor (2015). 1 1,2 1,4 1,6 1,8 2 2000 4000 6000 8000 10000 P ress ão d e b o o st [b ar ] Rotação [rpm] FSAE_GT06 FSAE_GT12 0 50 100 150 200 250 300 350 0 0,005 0,01 0,015 0,02 0,025 0,03 0,035 0,04 0,045 0,05 2000 4000 6000 8000 10000 Velo cid ad e d o esco am en to [ m /s ] Vaz ão m áss ica [k g /s ] Rotação [rpm] m_GT06 m_GT12 Velocidade NA Velocidade GT06 Velocidade GT12
Os resultados mais importantes de cada modelo foram organizados em formato de tabela e são apresentados a seguir. Na Tabela 7 podemos observar os resultados obtidos para a operação do motor em sua configuração original. Já na Tabela 8, os resultados apresentam a operação do motor naturalmente aspirado, mas com a restrição na admissão de forma a poder ser utilizado na competição Formula SAE.
Tabela 7. Resultados para modelo BMW G450X original.
RPM BMEP (bar) Torque (Nm) Potência (kW) BSFC (g/kWh) Velocidade do ar na restrição (m/s) Número de Mach Eficiência Volumétrica 3000 7,50 26,78 8,41 308,2 4,5 0,01 77,0% 4000 8,48 30,3 12,69 285,9 6,3 0,02 80,8% 5000 10,40 37,17 19,46 244,6 8,4 0,02 85,1% 6000 11,78 42,08 26,44 238,1 10,9 0,03 92,9% 6600 12,58 44,95 31,07 252,6 13,6 0,04 105,7% 7000 12,02 42,95 31,48 251 13,7 0,04 100,7% 8000 11,75 42 35,19 246,7 15,3 0,04 97,8% 9000 11,11 39,68 37,40 246,3 16,3 0,05 93,1% 9300 10,90 38,95 37,93 241,8 16,2 0,05 89,5% 10000 10,21 36,48 38,20 246 16,7 0,05 84,8% 10500 9,63 34,41 37,84 260,8 17,6 0,05 85,0% Fonte: Autor (2015).
Tabela 8. Resultados para modelo BMW G450X aspirado com restrição.
RPM BMEP (bar) Torque (Nm) Potência (kW) BSFC (g/kWh) Velocidade do ar na restrição (m/s) Número de Mach Eficiência Volumétrica Diferença de torque para original 3000 6,10 21,79 6,85 330,3 26 0,08 67,2% -18,6% 4000 7,21 25,77 10,79 298,2 37,5 0,11 72,5% -15,0% 5000 8,69 31,03 16,25 252,2 47,3 0,14 73,1% -16,5% 6000 10,20 36,44 22,89 241,6 65,9 0,19 82,4% -13,4% 6600 9,99 35,7 24,67 263,4 81,3 0,24 88,4% -20,6% 7000 10,15 36,28 26,59 258,9 87,3 0,25 89,4% -15,5% 8000 9,31 33,26 27,87 257 92,4 0,27 81,6% -20,8% 9000 9,05 32,35 30,49 256,2 106,3 0,31 81,1% -18,5% 9300 8,96 32,03 31,19 250 105,3 0,31 78,1% -17,8% 10000 8,29 29,63 31,03 273,2 107,1 0,31 73,1% -18,8% 10500 7,50 26,79 29,45 277,4 112,9 0,33 71,9% -22,1% Fonte: Autor (2015).
Nas simulações empregando turbocompressores, as velocidades do escoamento através da restrição são muito maiores, como apresentado na Figura 35. Na Tabela 9 podemos
